JD36-630型壓力機機身有限元分析與測試

牛瑞霞，詹俊勇，仲太生，李士佩

（江蘇揚力集團有限公司，江蘇揚州225127）

0 引言

隨著汽車工業的快速發展，大噸位、高剛度的閉式組合機身壓力機越來越受到青睞。對于目前的設計而言，設計人員大多采用材料力學中桿、梁結構進行計算與驗證[1-2]，但這種方法工作量大，設計過程繁雜，耗時耗力，對整臺壓力機的設計效率有一定的影響。隨著計算機技術的發展與應用，有限元單元模擬計算法逐漸被廣大設計者所接受，在壓力機結構設計方面得到廣泛應用。本文利用有限元分析軟件ANSYS，對JD36-630壓力機進行機身分析，并對樣機進行測試[3]，兩者結果對比，在此基礎上修正模型，為有限元分析與優化提供實際參考。

1 有限元模型建立

JD36-630型壓力機機身有限元模型主要由橫梁、立柱和底座三大部分組成，通過拉緊螺桿連接起來，組裝時，給拉緊螺桿施加一定的預緊力，根據經驗，大小為1.5倍的公稱壓力。根據二維圖紙，借助SolidWorks繪制出三維模型，并導入ANSYS中，結果如圖1所示，機身為焊接件，機身及拉緊螺桿參數見表1。

圖1 組合機身有限元模型

表1 機身材料基本參數

1.1 有限元模型中結合面處理[4]

該機身三大件由鋼板焊接而成，采用粘結的結合方式，其中拉緊螺桿的螺母與橫梁，橫梁與立柱，立柱與底座，底座與下面的螺母之間采用不分離的接觸方式，即目標面和接觸面一旦建立接觸就不再分離，但沿接觸面允許微小的滑動。

1.2 邊界條件

壓力機底座通過地腳螺栓與地基相連的部分6自由度全約束，底座面上其他與地基接觸的面引入三坐標接觸約束，機身工作時承受兩個方向相反、大小相等的載荷，一個作用在曲軸孔上，方向朝上；另一個作用在工作臺板上，方向朝下，四根拉緊螺桿上分別承受1.5倍的預緊力，同時機身還受到重力的作用，示意圖如圖2。

圖2 機身受力示意圖

2 靜態特性分析

2.1 強度分析

機身應力分布如圖3所示，機身最大應力發生在橫梁拉緊螺桿孔的一圈，最大為138.89MPa，機身整體應力在20～50MPa。

圖3 機身應力云圖

2.2 剛度分析

機身變形如圖4所示，最大變形發生在拉緊螺桿上，最大為2.246mm。

圖4 機身變形云圖

3 壓力機測試

3.1 應力測試

根據JD36-630壓力機的機身結構和受力，在適當的應力測點粘貼上電阻應變片，測試中將電阻應變片與靜態應變儀相連，參照實際工況給壓力機加載，通過計算機控制，將測得的應力數據采集下來。

3.2 變形測試

利用位移傳感器（即百分表）測試壓力機在工況下靜態加載時各典型位置的位移情況。為機床剛度性能優劣分析提供可靠依據。

3.3 測試結果及對比

圖5 現場測試圖

在測試過程中，先對壓力機施加1.5倍公稱壓力的預緊力且裝配好整臺機床，將測試儀器調零，因此，在預緊力和載荷共同作用的應力和變形的基礎上，減去只有預緊力作用下的應力和變形值，才是最終測得的值，分別在四根立柱上取兩點，與實測應力對比，結果基本吻合，誤差不到10%，對比結果如表2所示。

表2 機身受載時各取樣點應力值對比

根據實測變形與有限元分析的變形值繪制變形曲線，如圖7所示，兩者變形值基本接近。

4 結論

（1）通過對ANSYS有限元模型接觸面的處理以及預緊螺栓施加預緊力的作用，更加接近壓力機實際工況。從對橫梁、立柱、底座的靜態應力分析和測試對比中可以看出，二者的結果很接近。因此可以綜合有限元計算結果和測試結果，利用有限元分析機身應力具有一定可行性。

（2）通過有限元分析和測試相結合的方法對JD36-630型壓力機分析，不僅可以避免因單獨進行有限元分析或測試帶來的誤差，提高了分析結果的可靠性，也驗證了有限元的正確性。

圖6 取樣點標注圖

圖7 機身受載時變形值對比

[1]何德譽.曲柄壓力機[M].北京：機械工業出版社，1987.

[2]張 皓，賈 方，王興松.閉式壓力機組合機身的有限元分析[J].鍛壓裝備與制造技術，2006，41（4）：32-35.

[3]詹俊勇.JH21-63型壓力機機身的有限元分析與結構測試[J].鍛壓裝備與制造技術，2010，45（2）：61-63.

[4]袁松梅，林繼杰，劉 強.數控機床整機有限元分析[J].機床與液壓，2008，（4）：17-19.

[5]沈煒良，金 紅，陳 瑋.高速壓力機組合機身的有限元分析.現代制造工程，2004，（5）：56-58.